对辊成型减速器说明书完整版

HENsystemofficeroom【HEN16H-HENS2AHENS8Q8-HENH1688】对辊成型减速器速器装配图一张轴轴零件图一张4低速轴齿轮零件图一张兴老师016年8月15日NGW2K-H负号机构)行星传动装置(减速器)与普通轮系传动装置相比较具有重量轻、体积们对其传动的深入了解，结构设计的完善，加工手段的不断提高，(2K-H负号机构)行星传动装置日益成为矿山机械广泛采用的一类传动装置，在采掘机械在完成了本科机自专业所有基础课、专业课学习的基础达到应具有完成此类机械传动装置设计、加工工艺编制的一般水过本次课程设计，达到分析、解决问题、动手设计及其他相手册、图册，了解2K-H行星传动装置(减速器)的基本结构及技术组成的关键点。4、按所给有关设计参数进行该传动装置(减速器)的设计。1)齿数的选择：传动比及装配条件、同心条件、邻界条件的满足。2)了解各构件的作用力及力矩的分析，进行“浮动”机构的选择。3)参考设计手册根据齿轮、轴、轴承的设计要点进行有关设计计算。4)按有关制图标准，绘制完成教师指定的行星传动装置(减速器)总图、部件件加工工艺6、行星传动装置(减速器)总图选择合适比例采用A1号图面绘制，主要技术参数(特征)、技术要求应表达清楚，在指导教师讲授、指导下标注、完成总图所需的编号等各类要求。按零件图要求完成零件图纸的绘制，提出技术三、设计题目主要参数：预期寿命10年，平均每天工作12~16小时设计一台对辊成型减速器，采用多级(三级)传动。已知电315KW，输入转速：n=，一级2K-H行星传动输出转矩，输出转速四、传动比的计算及分配(1)计算总传动比输入转速n=取输出转速n1=总传动比为54(2)传动比分配i3=6。对于前两级二级直齿减速i1=(1.3~1.4)i2i总=i1i2i3i=4；第二级直齿传动比i2=3n1=960r/minn2==r/min=240r/minn3==r/min=80r/minn4==r/min=17.78r/minP1=pn联=315×0.99=311.85kwP2=P1n轴承n齿=311.85×0.99=308.73kwP3=P2n轴承n齿=308.73×0.99=305.64kw(4)传动的设计计算(一)高速级直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度58~62HRC取硬度值60HRCCr度241~286HBW取硬度值260HBW11HaHlimMPa别为N1=60n1aLh=60×960××(10×300×14)=×109NN1/i1=×108/=×108初算小齿轮的分度圆直径d1t,得因v==m/s=3.5m/sm==mm=8.25mmmd1=d1=mz1=165mmd2=mz2=619mmb=dd1=106mm取b2=100mmb1=b2+(5~10)mm取b1=110mm曲疲劳强度(4)由图8-10查得重合度系数Yε=(5)许用弯曲应力aFLimMPaFMPa=211MPaF=MPa=151MPaσF2=σF1=71MPa≤[σ]F2寸ha=ha*m=1×8mm=8mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×8mm=10mmha=ha+hf=8+10mm=18mmda1=d1+2ha=165+2×8mm=181mmda2=d2+2ha=619+2×8mm=635mmdf1=d1-2hf=165-2×10mm=145mmdf2=d2-2hf=619-2×10mm=609mm(二)中间直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度58~62HRC取硬度值60HRCCr度241~286HBW取硬度值260HBWHmmaHlimMPa别为N3=60n2aLh=60×××(10×300×14)=×109NN3/i2=×108初算小齿轮的分度圆直径d3t,得d3=480dm==mm=8.57mma2=864ad3=mz3=10×24mm=243mmd4=mz4=10×72mm=720mmb=dd3=0.6049×243mm=147mmb=147mmb3=b4+(5~10)mm取b3=153mm曲疲劳强度(4)由图8-10查得重合度系数Yε=(5)许用弯曲应力aFLimMPaNFMPa=296MPaFMPa=211MPaσF4=σF3=85MPa≤[σ]F2寸ha=ha*m=1×10mm=10mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×10mm=12.5mmha=ha+hf=10+12.5mm=22.5mmda3=d3+2ha=243+2×10mm=264mmda4=d4+2ha=702+2×10mm=722mmdf3=d3-2hf=243-2×12.5mm=218mmdf4=d4-2hf=702-2×12.5mm=677mm(三)低速级行星齿轮传动查表7-3选择行星轮数目nw=3设计采用不等角度变位齿轮啮合，提高了齿轮的承载能力，配齿方案i3考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮数为Za=23,和行星齿轮数为nw=3。齿数选择满足以下条件：传动比条件=ip-1,取Zb=79整后，此时实际的传动比与给定的传动比稍有变化，但是必内。实际传动比为i=1+=4.434i1.4%根据同心条件(各齿轮模数相同)条件可求得行星齿轮C的齿数为Zc=(Zb-Za)=28Zc或高度变位的行星齿轮传动C)式太阳轮与行星轮：选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度58~62HRC取值60HRC由图8-4得接触疲劳极限应力σHlim=1591MPa弯曲疲劳极限应力σFlim=485MPa算公式m=km3数Kc=查表10-2得算式系数Km=，使用系数KA=1.25，综合系数KfΣ=1.6，载荷分布不均匀系数Khp=1.1，则Kfp=1+1.5(Khp-1)=1.3，齿形系数Ya17则模数 m=km3≈14∴啮合齿轮中心副中a-c标准中心距a为aac=m(Za+Zc)=0.5×14×何尺寸d1=Zam=28×d2d2=Zbm=79×14mmha1=ha*m=1×ha3=(ha*-ha*ha2=ha*m=0.5hf1=hf2=hf3=(ha*+c*)m=1.2×14mm=16.8h1=ha1+hf1=3h3=ha3+hf3=3h2=ha2+hf2=3da1=d1+2ha1=392+da2=d2+2ha2=1120mmda2=d2+2ha2=1106+2da3=d3+2ha3=322+2×df1=d1-2hf1=392-2×df2=d2-2hf2=1092mmdf2=d2-2hf2=1106-df3=d3-2hf3=322-2×X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件(1)邻接条件按公式验算其邻接条件，即已知低速级的dac=422.514，ac=357和np=3代入上式，则得2aacsin60>dac(2)同心条件按公式Za+2Zc=Zb已知低速级Za=23,Zc=28,Zb=79，满足同心条件(3)安装条件按公式验算其安装条件，即得C数)2X-A型的基本行星齿轮传动效率为n=n=1-φx，p==5.35化机构中，其损失系数φx等于啮合损失系数φmx和轴承损失系数φnx之和。即Qx=Q+QZ齿数Z齿轮的齿数fmb则n=n=1-×0.00106379=0.9991六、齿轮传动强度的校核计算校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大6H接触应力6Hp，即6H<6Hp接触强度的校核(1)使用系数KA查表6-7的KA=1.00(2)动载荷系数Kv运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查图6-6可得Kv=1.022(3)齿向载荷分布系数KHβ向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数KHβ轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等KH1×(4)齿间载荷分配系数KHα时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表6-9可得KHα=1.00(5)行星齿轮间载荷分配不均匀系数KHp载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取KHp=1.2 (6)节点区域系数ZH对接触应力的影响，并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。由图6-9得ZH=2.368(7)弹性系数ZEEv响的系数，查表6-10可得ZE=189.8(8)重合度系数Zε(9)螺旋角系数Zβ(10)最小安全系数SHmin系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合等。查表6-14得SHmin=1.00(11)接触强度计算的寿命系数ZNT于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。查表6-12得ZNT=1.100(12)润滑油膜影响系数ZL，ZV，ZR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表6-14得ZLZVZR=0.9044(13)齿面工作硬化系数zw查图6-20得zw=1.0(14)接触强度尺寸系数zw查表6-15得zw=1.00分度圆上的切向力Ft=Ta===12165.50667N?m则Ft=78433.51N速级外啮合齿轮副中齿面接触应力σH，即外啮合齿轮副中许用接触应力σHp为1591×1.1×0.891×0.951×0.858==1215mpa1强度的校核(1)齿向载荷分布系数KFβ按公式计算KFβ=(KHβ)2=1.18(2)齿间载荷分配系数KFα按公式计算KFα=KFα=1.00(3)行星齿轮间载荷分配系数KFp查表得KFp=1.3(4)太阳轮、行星轮齿形分布系数YFa查图6-22得YFa1=2.36YFa2=2.443(5)太阳轮、行星轮应力修正系数Ysa查图6-24得Ysa1=1.698Ysa2=1.656(6)重合度系数Yε(7)螺旋角系数Yβ(8)齿形系数Yx查表6-17得Yx=1.05-0.01mn=0.910(9)太阳轮、行星轮的相对齿根圆角敏感系数(10)最小安全系数查表6-11得SFmin=1.400曲应力已知查图得寿命系数YNT=1.00，齿轮的应力修正齿数YST=2的校核现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。已知KA=1.25，Kv=1.027，KHβ=1.201，KHασHlim=1519MPa，ZNT=1.075，ZLZVZR=1，Zw=1.0，Zx=1.00，b=136，d1，u==2.821c用应力接触应力接触应力bd1u=1437MPa、轴的设计与计算(1)高速轴：高速轴的传递功率P1=311.85，转速n1=960r/min.小齿轮分度圆直径d1=184mm,齿轮宽度b1=118mm,，由表9-8取C=135dC88.3mm大3％-5%以考虑键槽的影响d0.03-0.05)=,取d=90mm确定各轴段的直径和长度:1段:d1=90mmL1=180mm=108mm,L2=245mm中间轴的传递功率P2=308.73kw，转速n1=240r/min.小齿轮分度圆直径d2=619mm,大齿轮分度圆直径d3=243mm齿轮宽度b2=100mm,b3=153mmdC116.79mm取d=117mm确定各轴段的直径和长度:1段:d1=117mmL1=117.5mm5段:d5=117mmL5=